基于頻響分析的高壓油管設(shè)計(jì)與優(yōu)化

沈紅光，孫婷，王永亮，李凱，王健

1.內(nèi)燃機(jī)可靠性國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，山東濰坊 261061；2.濰柴動(dòng)力股份有限公司，山東濰坊 261061

0 引言

為滿足柴油發(fā)動(dòng)機(jī)排放不斷升級(jí)和可靠性的要求及市場(chǎng)需求，各主機(jī)廠對(duì)重型柴油發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行了質(zhì)量強(qiáng)化與功能升級(jí)[1-3]。作為柴油機(jī)燃油系統(tǒng)關(guān)鍵零部件，高壓油管對(duì)燃油噴射特性及發(fā)動(dòng)機(jī)可靠工作起重要作用[4-6]。高壓油管不僅承受來自噴油器針閥撞擊產(chǎn)生的振動(dòng)和由噴油泵引起的整機(jī)振動(dòng)，還承受其內(nèi)部周期變化的燃油壓力，易發(fā)生疲勞斷裂等故障，導(dǎo)致油管失效。

本文中針對(duì)某重型柴油發(fā)動(dòng)機(jī)開發(fā)過程中出現(xiàn)的高壓油管螺紋損壞及管夾夾片斷裂問題，應(yīng)用Hypermesh進(jìn)行模態(tài)仿真并結(jié)合噪聲、振動(dòng)與聲振粗糙度(noise vibration harshness,NVH)試驗(yàn)測(cè)試，分析高壓油管螺紋損壞及管夾夾片斷裂的原因，并提出優(yōu)化改進(jìn)方案。

1 斷裂現(xiàn)象

某重型柴油機(jī)在1000 h全速超負(fù)荷耐久試驗(yàn)過程中，試驗(yàn)運(yùn)行853 h時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)停車后無法起動(dòng)，現(xiàn)場(chǎng)排查發(fā)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)第5～8缸的共軌管進(jìn)油口處螺紋損壞，拆解高壓油管發(fā)現(xiàn)固定進(jìn)油高壓油管的管夾夾片出現(xiàn)裂紋。

更換故障油管、共軌管和管夾，繼續(xù)進(jìn)行耐久試驗(yàn)，1000 h耐久試驗(yàn)結(jié)束后，拆解發(fā)動(dòng)機(jī)，發(fā)現(xiàn)噴油泵到共軌管間的高壓油管固定管夾再次出現(xiàn)夾片裂紋，而且2個(gè)共軌管之間高壓油管管夾夾片斷裂，共軌管接頭螺紋損壞。管夾斷裂狀態(tài)如圖1所示，接頭螺紋損壞狀態(tài)如圖2所示。

圖1 高壓油管管夾斷裂 圖2 共軌管接頭螺紋損壞

2 斷裂原因分析

該發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體為V型結(jié)構(gòu)，噴油泵安裝在V型夾角內(nèi)，2根共軌管分別安裝在機(jī)體上。噴油泵到共軌管以及2個(gè)共軌管間的高壓油管兩端的振動(dòng)不協(xié)調(diào)，導(dǎo)致高壓油管本身出現(xiàn)較劇烈的波動(dòng)。因此，首先對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)本體以及高壓油管進(jìn)行NVH振動(dòng)測(cè)量，確認(rèn)失效原因是否為高壓油管共振導(dǎo)致。共軌管和高壓油管測(cè)點(diǎn)位置分別為共軌管底座及2根高壓油管，如圖3、4所示。整機(jī)NVH振動(dòng)試驗(yàn)結(jié)果如圖5所示。

圖3 共軌管測(cè)點(diǎn)示意圖 圖4 高壓油管測(cè)點(diǎn)示意圖

圖5 整機(jī)振動(dòng)試驗(yàn)結(jié)果

由圖5可知：整機(jī)最大振動(dòng)烈度(振動(dòng)烈度為各個(gè)方向振動(dòng)速度v的均方根)位于飛輪端支架，振動(dòng)烈度為41.16 mm/s，對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 774.54 r/min，自由端振動(dòng)烈度為22.27 mm/s；自由端最大振動(dòng)烈度為29.94 mm/s，對(duì)應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 328.59 r/min，飛輪端支架振動(dòng)烈度為35.24 mm/s。最大振動(dòng)烈度符合企業(yè)的振動(dòng)要求。

共軌管底座不同方向及發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速下的振動(dòng)測(cè)量結(jié)果如表1所示。由表1及圖5可知：共軌管振動(dòng)烈度水平和發(fā)動(dòng)機(jī)本體接近。

表1 共軌管底座振動(dòng)測(cè)量結(jié)果 mm/s

噴油泵到共軌管間高壓油管的振動(dòng)測(cè)量結(jié)果如圖6、7所示。由圖6、7可知：高壓油管單方向振動(dòng)速度超過350mm/s，額定轉(zhuǎn)速下測(cè)點(diǎn)處的振動(dòng)烈度為383.48mm/s，該高壓油管與發(fā)動(dòng)機(jī)本體在278～400Hz處有明顯的共振峰值。

a)x方向 b)y方向

a)x方向 b)y方向

2個(gè)共軌管間的高壓油管振動(dòng)測(cè)量結(jié)果，如圖8、9所示。

a)-x、+y、+z方向 b)綜合

a)x方向 b)y方向

由圖8、9可知：兩軌之間的高壓油管單方向最大振動(dòng)速度達(dá)到171.00 mm/s，此時(shí)振動(dòng)烈度為232.17 mm/s，額定轉(zhuǎn)速下測(cè)點(diǎn)處振動(dòng)烈度為153.48 mm/s，該高壓油管與發(fā)動(dòng)機(jī)本體在265、300、400 Hz處有明顯的共振峰值。

根據(jù)以上分析，高壓油管與發(fā)動(dòng)機(jī)本體產(chǎn)生共振是油管接頭螺紋損壞和管夾夾片斷裂的主要原因。

3 改進(jìn)措施

3.1 模態(tài)分析理論基礎(chǔ)

模態(tài)分析是一種計(jì)算結(jié)構(gòu)在穩(wěn)態(tài)振動(dòng)激勵(lì)下的動(dòng)態(tài)響應(yīng)的方法[7-9]。對(duì)于受簡(jiǎn)諧運(yùn)動(dòng)的多自由度運(yùn)動(dòng)特性可以由N階矩陣線性定常微分方程來描述：

(1)

式中：M、K分別為系統(tǒng)的質(zhì)量與剛度矩陣，一般為N階實(shí)對(duì)稱矩陣；C為阻尼矩陣，一般為非對(duì)稱矩陣；F為N維激振力向量；x為N維位移響應(yīng)向量。

當(dāng)結(jié)構(gòu)在自由狀態(tài)下振動(dòng)時(shí)，外載荷不予考慮，結(jié)構(gòu)的阻尼對(duì)固有頻率及對(duì)應(yīng)陣型的影響非常小，此時(shí)引入模態(tài)坐標(biāo)[10-11]：

(2)

式中：S為子結(jié)構(gòu)；Φ為N1階模態(tài)陣型矩陣；φi為第i階模態(tài)陣型向量；q(S)為結(jié)構(gòu)S的模態(tài)坐標(biāo)向量。

整理的模態(tài)坐標(biāo)系下的振動(dòng)方程為：

(Ki-ω2Mi+yωCi)q(ω)=ΦTFi(ω) ，

(3)

式中：ω為振動(dòng)頻率，y為激勵(lì)點(diǎn)數(shù)，q(ω)為對(duì)應(yīng)的特征向量，Ki為模態(tài)剛度矩陣，Mi為模態(tài)質(zhì)量矩陣，Ci為模態(tài)阻尼矩陣，F(xiàn)i(ω)為激振力向量。

令Zr=diag[z1z2…zn]，zi=(ki-ω2mi)+jωci，i=1，2，…，Ni；聯(lián)合式(2)(3)并簡(jiǎn)化為：

X(ω)=ΦZr-1ΦTF(ω) ，

(4)

式(4)為式(1)在頻域內(nèi)的解，也是振動(dòng)系統(tǒng)在頻域內(nèi)的響應(yīng)表達(dá)式。

3.2 高壓油管系統(tǒng)模態(tài)分析

發(fā)動(dòng)機(jī)的激振頻率[12]

f=nak/(60t)，

(5)

式中：a為發(fā)動(dòng)機(jī)缸數(shù)；n為發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速，r/min；t為發(fā)動(dòng)機(jī)沖程因數(shù)，二沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，t=1，四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，t=2；k為諧波因數(shù)。

該柴油機(jī)為V型8缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，最高空車轉(zhuǎn)速為2310 r/min，按照一側(cè)4缸計(jì)算，由式(5)可得：f=77 Hz。根據(jù)NVH設(shè)計(jì)原則，考慮安全系數(shù)為1.2，其零部件模態(tài)頻率不應(yīng)低于92.4 Hz。

將高壓油管長(zhǎng)度縮短70～80 mm，在共軌管間及噴油泵到共軌管間的高壓油管增加固定管夾，優(yōu)化后的高壓油管系統(tǒng)如圖10所示。優(yōu)化后噴油泵及共軌管支架采用四面體二階單元，油管及管夾采用六面體單元[13],各部件間采用RBE2單元連接，限制安裝螺栓處各方向自由度，有限元模型如圖11所示。

圖10 改進(jìn)后高壓油管系統(tǒng) 圖11 改進(jìn)后高壓油管系統(tǒng)有限元模型

改進(jìn)后，高壓油管系統(tǒng)前10階固有頻率及振型描述如表2所示。

表2 前10階固有頻率及振型描述

由表2可知，優(yōu)化后高壓油管系統(tǒng)第1階模態(tài)頻率為181.6 Hz，優(yōu)化后高壓油管的激振頻率可以避開發(fā)動(dòng)機(jī)的共振頻率，優(yōu)化設(shè)計(jì)滿足振動(dòng)要求。

3.3 NVH振動(dòng)測(cè)試

優(yōu)化后高壓油管的模態(tài)分析表明優(yōu)化方案滿足高壓油管振動(dòng)要求。對(duì)優(yōu)化后的高壓油管進(jìn)行臺(tái)架NVH振動(dòng)測(cè)試，檢測(cè)改進(jìn)后高壓油管是否滿足振動(dòng)要求，同時(shí)驗(yàn)證高壓油管振動(dòng)模態(tài)計(jì)算結(jié)果。高壓油管振動(dòng)測(cè)點(diǎn)位置如圖12所示。

圖12 高壓油管振動(dòng)測(cè)點(diǎn)

對(duì)噴油泵到共軌管間高壓油管振動(dòng)速度測(cè)試結(jié)果進(jìn)行分析，如圖13、14所示。由圖13、14可知：在滿載變工況下，與原狀態(tài)相比，高壓油管振動(dòng)烈度明顯降低，振動(dòng)烈度由480 mm/s減小到176 mm/s，一階固有頻率由278 Hz提升到412 Hz，極大減小了振動(dòng)烈度，提高了噴油泵到共軌管間的高壓油管共振頻率。

a)-x方向 b)+y方向

圖14 優(yōu)化后噴油泵到共軌管間高壓油管振動(dòng)烈度

2個(gè)共軌管間高壓油管振動(dòng)烈度測(cè)量結(jié)果如圖15、16所示。

由圖15、16可知：額定轉(zhuǎn)速工況下振動(dòng)烈度由153.48 mm/s減小到100.18 mm/s；變工況下最大振動(dòng)烈度為116.27 mm/s，高壓油管主要共振頻率為268、364 Hz，與原狀態(tài)相比，1900 r/min以上高速段振動(dòng)烈度振幅明顯減小。

a)+x方向 b)-y方向

圖16 優(yōu)化后兩軌間高壓油管振動(dòng)烈度

經(jīng)過優(yōu)化高壓油管管型及增加管夾固定等方式，極大提升了高壓油管管系的一階固有頻率，振動(dòng)情況得到明顯改善，后續(xù)試驗(yàn)過程中未出現(xiàn)因高壓油管振動(dòng)大引起的管夾斷裂、油管裂紋現(xiàn)象。同時(shí)，在整個(gè)故障解決的過程中，利用仿真手段對(duì)改進(jìn)方案進(jìn)行模擬分析，為迅速解決有關(guān)故障提供了幫助。

4 結(jié)論

1)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)本體及高壓油管系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析和NVH振動(dòng)測(cè)試，確認(rèn)高壓油管共振引起了管夾斷裂及螺紋損壞。

2)縮短高壓油管長(zhǎng)度，在共軌管和噴油泵到共軌管間的高壓油管增加固定管夾，運(yùn)用有限元軟件計(jì)算高壓油管的模態(tài)響應(yīng)，結(jié)合NVH振動(dòng)測(cè)試，驗(yàn)證高壓油管模態(tài)計(jì)算結(jié)果，優(yōu)化后的高壓油管滿足振動(dòng)要求。

3)利用仿真手段模擬高壓油管管型及振動(dòng)設(shè)計(jì)，可以有效節(jié)約時(shí)間及設(shè)計(jì)成本。